【正文】 6b量 。由（）公式下面的說明查得主動齒輪y=，從動齒輪 y=；計算載荷取變速器輸入軸的最大轉(zhuǎn)矩 ；把max128eTN??上面的數(shù)據(jù)代入式（） 、 （） ，得結(jié)果 ，[]wwMPa????[]wMPa???三擋齒輪強(qiáng)度計算兩個齒輪均采用 20CrMnTi，進(jìn)行表面滲碳；兩者的許用接觸應(yīng)力為 1300MPa。由第二節(jié)計算結(jié)果知兩齒輪分度圓直徑max1642eTN??， ， ，壓力角 ，???? 20n???；鋼材的彈性模量 。由（）公式下面的說明查得主動齒輪 y=，從動齒輪 y=；計算載荷取變速器輸入軸的最大轉(zhuǎn)矩；把上面的數(shù)據(jù)代入式（） 、 （ ） ，得結(jié)果max128eTN?? ，[]wwMPa???261[]wMPa???二擋齒輪強(qiáng)度計算主動齒輪與軸做成一體（參見下一節(jié)） ，材料 40Cr，進(jìn)行表面滲碳；從動齒輪采用材料 20CrMnTi，表面滲碳；兩者的許用接觸應(yīng)力為 1300MPa。由第二節(jié)計算max1642eTN??結(jié)果知分度圓直徑 ， ， ，壓力角 ，????? 20n???接觸齒寬 ；鋼材的彈性模量 。?3coszn ?K 各擋齒輪強(qiáng)度計算一擋齒輪強(qiáng)度計算主動齒輪與軸做成一體（參見下一節(jié)） ，材料 40Cr，進(jìn)行表面滲碳；從動齒輪采用材料 20CrMnTi，表面滲碳；根據(jù)文獻(xiàn)[7]表 431 兩者的許用接觸應(yīng)力為 1300MPa。接觸強(qiáng)度公式輪齒接觸應(yīng)力簡化計算公式 （）()j zbFE????其中，F(xiàn) 為齒面上的法向力（N） ；E 為齒輪材料的彈性模量（ MPa） ；b 為齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm） ； 、 為主、從動輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm） ，斜齒輪zb， ； 、 為主、從動輪節(jié)圓半徑； 為節(jié)點(diǎn)2(sin)cozr????2(sin)cor????zrb ?處壓力角。 tancosrnF?? （）ta? （）39。它們之間的關(guān)系為 tFra （）12tTd? （）39。一般計算，可忽略摩擦力，并將作用于齒面上的分布力用作用于齒寬中點(diǎn)的法向力 代替。 12tan()Roxivinvz????其中 ???算得嚙合角為 。驗(yàn)算根1Rz?37Rz15Roz?切 ??把齒數(shù)、變位系數(shù)代入式（）驗(yàn)算， ，運(yùn)動不發(fā)生干涉。最小變位系數(shù) ?取為 。為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動干涉，主動齒輪R2Rz和從動齒輪齒頂圓之間應(yīng)保持有 以上間隙，即應(yīng)滿足下面的式子： （）1212()[()()]???????假設(shè)兩齒輪都不變位，間隙值取 1mm，由（）式算得 ??又 ，聯(lián)合上式算得 ， 。避免根切的最少20???齒數(shù) ，即是 15 個齒。齒數(shù)大于最小齒數(shù)，??028????變位。新傳動比為 。??27053??新傳動比為 ? 四擋齒輪副同樣，由傳動比 與中心距和螺旋角的初值，求得主動齒輪齒數(shù) 29，從動齒輪齒數(shù) 28，再反算螺旋角 ， 。??241?? 三擋齒輪副同樣，由傳動比 與中心距和螺旋角的初值，求得小齒輪齒數(shù) 25，大齒輪齒數(shù) 32，再反算螺旋角 ， 。新的傳動比為 ? 二擋齒輪副與計算一擋齒輪副方法一樣，知道了傳動比 與中心距和螺旋角的初值，聯(lián)合式（）和（） ，求得小齒輪齒數(shù) 18，大齒輪齒數(shù) 35，再反算螺旋角 ， 。把圓整的齒數(shù)再代入式（） ，反算出螺旋角的具體值21 ，12().75(14)cos ???????????在這個螺旋角下的避免根切最小齒數(shù) ，?小齒輪的齒數(shù)，所以對小齒輪進(jìn)行高度變位。?而傳動比在第一章已求得為 ，中心距在第一節(jié)求得為 80mm，法面模數(shù)，螺旋角初值為 25 度。綜合考慮，齒寬選擇如下表：表 齒輪齒寬 單位：毫米一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 倒擋主動輪 22 22 18 18 18 2019從動輪 20 20 16 16 1618 各擋齒輪參數(shù)設(shè)計計算 一擋齒輪副一擋傳動比為 （）12zi?其中 為一擋小齒輪， 為一擋大齒輪。較大的齒寬可使傳動平穩(wěn)些，接觸應(yīng)力降低。每擋位齒輪的螺旋角具體值要在后續(xù)的齒輪計算中推算出來，這里先取個大概值 25 度。變速器齒輪普遍采用 20 度的壓力角。變速器低擋齒輪應(yīng)圖 變速器簡圖20選用大些的，其它擋位選另一種模數(shù)。具體值亦須在確定齒輪與同步器的軸向尺寸后方可確定。外形尺寸變速器的橫向尺寸應(yīng)根據(jù)齒輪制經(jīng)濟(jì)倒擋中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置來確定。對發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動和發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動乘用車，中心距可以根據(jù)排量與中心距的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選，乘用車變速器的中心距在 60~80mm 范圍內(nèi)。其值大小不僅對變速器外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有關(guān)，而且對輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。變速器簡圖如圖 。變速齒輪采用常嚙合方式，適應(yīng)于同步器。固定軸式變速器還根據(jù)軸的布置與數(shù)量分為幾種，其中的兩軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動汽車上，故確定所設(shè)計的變速器取兩軸式。4 變速器設(shè)計 結(jié)構(gòu)與基本參數(shù)初定 變速器結(jié)構(gòu)機(jī)械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠的優(yōu)點(diǎn)，故為該車型設(shè)計機(jī)械式變速器。離合器蓋離合器蓋使用 15 鋼沖壓而成，板厚采用 ， ；對中方式采用非對稱布置的螺栓孔。傳遞轉(zhuǎn)矩 ；128Nm?每片傳動片承受拉力為 ???拉拉應(yīng)力為 ()6PaMpA???拉A 為傳動片最小截面面積，等于寬度減去孔徑后與厚度之積。設(shè)計傳動片寬度 20mm。傳動片設(shè)計壓盤傳力方式采用傳動片。不計肋條，壓盤質(zhì)量為 kg?????前面算得離合器每接合一次產(chǎn)生的總滑磨功 W=10344J則溫升算得 Cmc????—對單片離合器壓盤 —壓盤的比熱容沒，對鑄鐵取c 04./()Jkg?許用溫升為 8~10176。壓盤壓盤的徑向尺寸與摩擦片的徑向尺寸應(yīng)接近一致，故只需設(shè)計壓盤厚度即可，厚度確定主要依據(jù)以下兩點(diǎn)：（1）壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量，以吸收結(jié)合時摩擦產(chǎn)生的熱量；（2）壓盤應(yīng)具有足夠大的強(qiáng)度，以保證受熱時不變形。（3）從動片采用 10 鋼，厚度 。（2）從動片鉚接 6 塊波形片，使從動盤具有軸向彈性。 內(nèi)徑 md/39。材料采用40Cr，經(jīng)鍛造而成，HRC28~32。39。 39。 mZR??安裝工作高度 39。???查文獻(xiàn)[5]表 163，65Mn 在 d=3mm 時， ，彈簧類型為第二類，其許160BMPa??用切應(yīng)力 ，經(jīng)強(qiáng)壓處理，許用應(yīng)力增大 25%，即達(dá)到 800MPa，大?????于計算應(yīng)力。由此值反算扭轉(zhuǎn)剛度 2 ???????小于 13 ，可行。有效圈數(shù)取為 4。 彈簧線剛度 207/1jKmR?? 減振彈簧設(shè)計計算減振器彈簧平均直徑一般在 11~15mm，取 D=14mm。彈簧個數(shù)取 6 個。但預(yù)緊力 不應(yīng)nT大于摩擦力矩 ，否則在反向工作時，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，取其值等于阻尼T?摩擦轉(zhuǎn)矩 ；Nm?減振彈簧位置半徑 與彈簧個數(shù)0RjZ在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定它的具體結(jié)構(gòu)尺寸，并設(shè)計減振彈簧以滿足其減振性能的要求。阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 ?由于受結(jié)構(gòu)和扭矩要求限制，減振器的角剛度 不可能很低，為了有效地消振，k?還必須合理選擇減振器阻尼裝置的摩擦力矩（阻尼力矩） 。把值調(diào)大到 130 ，?? Nm?能傳遞出發(fā)動機(jī)最大扭矩，傳動系動載荷適當(dāng)減少，而不使角剛度增加太多。因此， 按下式選取j1max0rj gGTi??式中， 為汽車前驅(qū)動橋靜載荷，取 6500N； 為附著系數(shù)，計算時取 ； 為1 ?r車輪滾動半徑，以車輪靜半徑代入，； 分別為主減速比、變速器一擋傳動01,gi比 。減振器的扭轉(zhuǎn)剛度 和阻尼摩擦元件間的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩 是兩k? T?個主要參數(shù)，其它設(shè)計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩 、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 和極限轉(zhuǎn)角 等。14 減振器設(shè)計 基本參數(shù)選定扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件和阻尼元件等組成。?由于 B 點(diǎn)的當(dāng)量應(yīng)力 隨大端變形 而變化，當(dāng) = ，即：1?1?? 時，??)ln(11211 )(1 rRrRhrRrH???? ???????達(dá)到極大值。2?39。也就是說，分離軸承行程為 18mm。4.當(dāng)膜片彈簧小端分離軸承處作用有外加載荷（分離力） 時，則大端變形2F與 關(guān)系如下：1?F （）?????????221)(ln()1(62 11112 hHrRrRrREhf ???? ??? ???? ?代入 求得 ?在 力作用下，膜片彈簧小端分離軸承處的變形 計算公式2F 2? 2????式中： 為 在力的作用下，因碟簧部分的角變形引起的小端變形；2??為 在力的作用下，分離爪的附加變形?F圖 膜片彈簧特性曲線0 1 2 3 4 5050100150200250300350400450500 A B H N C N m13計算公式 。1?選取彈簧工作點(diǎn)位置 B 1(~.8)???，在該點(diǎn) F1=4489N；當(dāng)摩擦片磨損 后，工作點(diǎn)移到 A 點(diǎn)。 （如圖 ）fr 1?2e經(jīng)過初步設(shè)計計算得出數(shù)據(jù)列于表 。為提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進(jìn)行強(qiáng)壓處理；對凹面或雙面進(jìn)行噴丸處理，以提高疲勞強(qiáng)度和承載能力；為提高分離指的耐磨性，對其端部進(jìn)行高頻淬火、噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯；在膜片彈簧與壓盤接觸圓形處，為了防止由于拉應(yīng)力的作用而產(chǎn)生裂紋，可對該處進(jìn)行擠壓處理。en代入（） （）計算得 W=10344J， = ，小于許用值 。最大圓周速度 3 3max106021/?????????小于 65m/s 許用速度。根據(jù)從動盤轂花鍵尺寸表，以發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩為參照，選取 D=200mm，d=140mm，b=。摩擦片外徑 、內(nèi)徑 和厚度Ddb估算摩擦片外徑 （）maxeTk??為直徑系數(shù)，一般地轎車為：D ?算得 ??由此結(jié)果，查標(biāo)準(zhǔn) [4]，原則上應(yīng)選取 D=180mm，d=125mm，b=。編織石棉的摩擦因數(shù)范圍在 ~，初選 。摩擦片采用編織石棉材料， 范圍在 ~ 之間，初選 =。通常，轎車、微型和輕型汽車：?? ?=~。這些參數(shù)都與摩擦片直接相Zt?f關(guān)，因此歸為摩擦片設(shè)計。壓盤的驅(qū)動方式采用彈性傳力片式，是沿圓周切向布置的三組或四組薄彈簧鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤一鉚釘或螺栓連接，其優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，工作可靠，壽命長，且傳動片的彈性允許壓盤作軸向移動?？紤]以上因素，設(shè)計該離合器為單片拉式膜片彈簧離合器。單片離合器結(jié)構(gòu)簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，使用時能保證分離徹底。即設(shè)計的離合器須滿足傳遞的扭矩為 ，所能達(dá)到的轉(zhuǎn)速不低于69/0kwrpm。表 傳動系傳動比一擋 二擋 三擋 四擋 五檔 倒擋變速器傳動比 主減速器傳動比 7注：倒擋值設(shè)計取得與一擋接近。?現(xiàn)在就可以推算各擋在等比級數(shù)分配下的傳動比： ?得 .68則 ， ，???然后調(diào)整 4 擋傳動比，滿足式（）的要求。但是若以最大爬坡度 30%代入，所得結(jié)果并不適合于小轎車的，計算小轎車的最大傳動比應(yīng)根據(jù)加速能力確定。但沒有足夠資料來minmin05g?繪制汽車功率平衡圖，因此也只好利用該車的現(xiàn)成數(shù)據(jù)，使 。確0i定擋位數(shù)是 5，使得換擋便利。在此，我們即參照該樂聘轎車的值，使 。在不改變發(fā)動機(jī)的條件下，可利用 C 曲線從數(shù)種變速器中選一合適的變速器和一合適的主減速器傳動比。通常是利用燃油經(jīng)濟(jì)性——加速時間曲線確定動力裝置的參賽，以循環(huán)工況油耗代表燃油經(jīng)濟(jì)性，以原地起步加速時間代表動力性，作出不同參數(shù)匹配下的燃油經(jīng)濟(jì)性——加速時間曲線（C 曲線） 。所以，各擋傳動比之間的關(guān)系是 12314gggniii????（）并且低檔的比值比高擋的比值要大。這主要是考慮到各擋利用率差別很大的緣故。汽車傳動系各擋的傳動比大體是按等比級數(shù)分配的，即有 為常數(shù)，即各擋之間的公比123giq??按等比級數(shù)分配的傳動比，若每次發(fā)動機(jī)都是提高到轉(zhuǎn)速 換擋，只要發(fā)動機(jī)都2n降到同一低轉(zhuǎn)速 ，離合器就能無沖擊地接合，除此之外主要目的還在于充分利用發(fā)1n動機(jī)提供的功率，提高汽車的動力性。 最大傳動比還應(yīng)滿足驅(qū)動輪的附著條件，檢查附著條件是否滿足上坡或加速的要求。r載貨汽車要求的最大爬坡度約為 30%。 1gi最大爬坡度、I 檔動力因數(shù)、附著力和汽車最小穩(wěn)定車速是最大傳動比的制約因素。而且 ， ，因此，選擇 可使汽車速1pumax1pu?max3ax2?max12?02i度達(dá)到最大。三種傳動比 確定了三條功率曲線。 傳動比的確定方法最小傳動比的選擇整車傳動系最小傳動比的選擇，可根據(jù)最高車速及其功率平衡圖來確定。變速箱有手動與自動兩種形式，選擇手動形式，擋數(shù)為 5。發(fā)動機(jī)為橫向放置，則主減速器可采用圓柱齒輪傳動。樂聘裝用的發(fā)動